针对空气源热泵制热量和COP随室外环境温度降低出现的衰减问题，众多学者及工程技术人员对其进行了深入研究和实践，取得了较大进展和技术成果，空气源热泵的制热性能和可靠性均有较大的提升和改善，制热运行范围得到拓宽。目前，已应用的低温空气源热泵技术主要包括以下几个方面。

1.变频技术

由上述空气源热泵制热量衰减原因分析可知，制冷剂单位容积制热量下降是制热量衰减的主要原因，因此增大压缩机的实际输气量是解决空气源热泵制热量衰减的有效措施。压缩机变频（变转速）技术能够在压缩机气缸工作容积不变的情况下，通过提高压缩机的运行频率来达到增大压缩机实际输气量的目的，从而有效减缓制热量衰减幅度。变频技术已成为空气源热泵制热量衰减的重要解决措施之一，在实际应用中根据室外环境温度和室内设定温度来调节压缩机运行频率以缓解热量供需矛盾。

20世纪90年代初我国开始变频技术的研究工作，2005年前后逐步有变频空调产品推出，2010年后变频技术在空调行业得到广泛应用，取得了良好的经济效益和社会效益。据产业在线统计，变频房间空气调节器（年度总销量）占房间空气调节器（定、变频年度总销量）国内市场份额在2016年达到49.2%，2017年达到55.4%。

2.准二级压缩技术

准二级压缩技术最早应用于螺杆压缩机，苏联学者A.В.БЫКОВ于1976年首次提出螺杆压缩机准二级压缩循环这一概念，经分析得出经济器和中间补气过程的能量平衡方程，并将压缩机中间补气过程假定为“先等容混合，后绝热压缩”的过程，由此得到了反映该循环主要特征的一系列数学模型。

在国内，20世纪80年代中期就有学者进行了带经济器的准二级压缩系统的研究，并在螺杆机组中得到成功应用。研究指出，这种系统在低温环境下的节能效果显著，在-30℃的低温环境下，该系统完全可以取代双级压缩系统。由于螺杆机组容量一般较大，同时这种系统相对于单级压缩系统的优势随着蒸发温度的上升逐渐下降，因此这种准二级压缩的研究长期以来一直局限于低温制热，其制冷工况的可行性一直未能得到足够的关注。

采用带中间补气口的涡旋式制冷压缩机的准二级压缩空气源热泵系统提高了低温制热量和COP。图1.5所示为采用涡旋式制冷压缩机的准二级压缩空气源热泵循环系统图，系统循环如下：带中间补气口的涡旋式制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体，经冷凝器冷凝放热后变成中温高压的制冷剂液体，在冷凝器出口分为主路和辅路，辅路制冷剂液体经节流装置2节流降压后变为中压的制冷剂两相混合物进入中间换热器，吸热蒸发为气体后进入压缩机的中间补气口；主路制冷剂经中间换热器过冷后经节流装置1节流降压后变为低温低压的制冷剂两相混合物进入蒸发器，吸热蒸发为气体后进入压缩机吸气口，经压缩机压缩后与辅路的制冷剂气体在压缩机工作腔中混合，再进一步压缩后排出压缩机，形成一个完整的循环。

图1.5　采用涡旋式制冷压缩机的准二级压缩空气源热泵循环系统图

与普通空气源热泵机组相比，准二级压缩空气源热泵系统机组具有以下两个突出特点：

1）压缩机上设有中间补气口，通过辅路补入中温中压制冷剂，既增加了流经冷凝器的制冷剂循环流量，又降低了蒸发器入口的制冷剂比焓，从而提升低环境温度下的系统性能。

2）通过关/开辅路上的节流装置，可以实现单级压缩热泵系统和准二级压缩机热泵系统的切换，既能够确保常温工况下的系统性能，又能够确保在室外低环境温度下的安全、可靠运行。

采用涡旋式制冷压缩机的准二级压缩技术已成功应用于低温空气源热泵系统中，其低温制热性能相比于单级压缩系统提升幅度明显，在-15℃室外环境温度下制热量提升20%以上。

除了在涡旋式制冷压缩机和螺杆式制冷压缩机上实现准二级压缩之外，在单级滚动转子式制冷压缩机上也可以实现准二级压缩，这种类型的压缩机称为准二级滚动转子式制冷压缩机。它是在单级滚动转子式制冷压缩机的气缸上增加中间补气口，由中间补气口吸入中压气体，并通过设置在补气口上的补气阀来控制中间补气口气流的通断。

当中间补气口制冷剂气体压力高于气缸内制冷剂气体压力时，补气阀打开，中压制冷剂气体流入气缸，压缩机处于补气运转过程；当气缸内制冷剂气体压力高于中间补气口制冷剂气体压力后，补气阀关闭，停止补气过程，但压缩机继续完成压缩和排气过程。图1.6所示为准二级滚动转子式制冷压缩机局部结构示意图。

图1.6　准二级滚动转子式制冷压缩机局部结构示意图

3.单机双级压缩技术

目前，在小型单机双级压缩空气源热泵系统中，大多使用滚动转子式制冷压缩机。双缸双级滚动转子式制冷压缩机的气体压缩机构由低压级气缸和高压级气缸串联组成，在两个气缸之间的气体通道中设置中间腔体，中间补气管与中间腔相连。经中间补气管进入的中压制冷剂气体在中间腔内与低压级气缸排出的制冷剂气体混合，再由高压级气缸吸入。

双级压缩热泵循环系统的实现方式有多种，图1.7所示为双级压缩空气源热泵循环系统的一种实现方案——双级压缩二级节流中间不完全冷却循环系统原理图，它由压缩机（图1.7中虚框内，由低压级气缸和高压级气缸组成）、冷凝器、一级节流装置、闪发器、二级节流装置和蒸发器等组成。

与采用准二级涡旋式制冷压缩机和准二级滚动转子式制冷压缩机的空气源热泵系统相比，双缸双级滚动转子式制冷压缩机空气源热泵系统具有以下优势：

1）中间补气量大于准二级系统，有利于提高制热量和降低排气温度。实际结果表明，在室外环境温度为-15℃时，设计良好的双级压缩空气源热泵系统的制热量与常规单级压缩空气源热泵系统相比提升幅度可达40%，高于准二级压缩空气源热泵系统制热量的提升幅度。

2）压缩机的总压力比由低、高压级气缸分担，使得每级气缸的压力比显著减小，提高了压缩机的容积效率和等熵效率，有利于提高热泵制热量和COP。

4.双机双级压缩技术(www.daowen.com)

为了实现空气源热泵在不采用电辅热等情况下满足寒冷地区冬季供热需求，采用两个压缩机串联的双机双级压缩空气源热泵系统应运而生。

图1.8所示为双机双级压缩变频空气源热泵系统原理图。该系统采用两个变频压缩机串联形成双级压缩一级节流中间不完全冷却循环，可以按照工况条件变换不同的工作方式，其工作原理如下。

图1.7　双级压缩二级节流中间不完全冷却循环热泵系统原理图

图1.8　双机双级压缩变频空气源热泵系统原理图

在室外环境温度较高时，低压级压缩机排出的制冷剂直接通过高压级的四通换向阀进入冷凝器，高压级压缩机不工作，这时该系统为普通单级压缩空气源热泵系统。

在室外环境温度较低时，高压级压缩机排气经高压级四通换向阀进入冷凝器冷凝液化，经单向阀2进入高压储液器后分为主路和支路，支路制冷剂经电磁阀、节流装置3节流降压后进入中间换热器蒸发，同时主路制冷剂进入中间换热器被进一步过冷后经节流装置1节流降压进入蒸发器蒸发，再经低压级四通换向阀进入低压级压缩机，经压缩后依次进入低压级四通换向阀和高压级四通换向阀，再与从中间换热器出来的支路制冷剂气体混合后进入高压级压缩机，进一步压缩后排出，完成制热循环。

采用双机双级压缩的空气源热泵可以切换为普通单级压缩运行模式，也可以切换为双级压缩运行模式，这样既可以满足常温工况下的制热运行要求，又能在-18℃的低温环境中稳定、可靠地长期运行，压缩机排气温度始终低于130℃，能够在没有电辅热等条件下满足寒冷地区冬季供热需求，且具有较高的COP。

5.双级耦合热泵技术

双级耦合热泵系统由空气-水热泵系统与水-水热泵系统组成，系统原理如图1.9所示，空气源热泵系统和水-水热泵系统分别为一级和二级。

图1.9　双级耦合热泵系统原理图

在室外环境温度较高时，二级（水-水）热泵系统不工作，一级（空气-水）热泵系统工作，制取的热水由水泵1输送到末端（风机盘管或地板供热），在末端放热后返回到一级热泵系统的冷凝器中。

在室外环境温度较低时，一级（空气-水）热泵系统和二级（水-水）热泵系统均工作，两个三通阀均换向，一级热泵系统制取的10～20℃低温热水由水泵1输送至二级热泵系统的蒸发器中，二级热泵系统从低温热水中吸收热量后制取高温热水，并由水泵2输送至末端，在末端放热后返回到二级热泵系统的冷凝器中。

在低温及超低温工况下，图1.9所示双级耦合热泵系统降低了每一级的压缩机压力比，相比于普通单级压缩热泵系统，双级耦合热泵系统制热运行时具有较高的制热量和COP，以及较低的排气温度。与图1.8所示的双机双级压缩热泵系统相比，由于增加换热环节会导致换热损失增加，且无中间补气过程，因此，双级耦合热泵系统制热量和COP均相对较低，排气温度相对较高，但系统运行控制相对简单。

6.复叠热泵技术

复叠热泵系统由两个相对独立的单级压缩热泵子循环（分别为高温级循环和低温级循环）通过冷凝蒸发器耦合而成，系统原理如图1.10所示。一般而言，高温级循环使用中温制冷剂，低温级循环使用低温制冷剂。

在低温级循环中，经节流装置2节流降压后的制冷剂进入蒸发器蒸发，然后经压缩机2压缩后进入冷凝蒸发器冷凝液化，最后进入节流装置2节流，完成整个循环。在高温级循环中，经节流装置1节流降压后的制冷剂进入冷凝蒸发器蒸发，然后经压缩机1压缩后进入冷凝器冷凝液化，最后进入节流装置1节流，完成整个循环。

在复叠循热泵系统中，冷凝蒸发器是低温级循环与高温级循环这两个子循环相互耦合的关键换热部件，既作为低温级循环的冷凝器，又作为高温级循环的蒸发器，将热量从低温级向高温级传递。

图1.10　复叠热泵系统原理图

与普通单级压缩热泵系统相比，复叠热泵系统的低温级循环和高温级循环压缩机的压力比显著降低，同时低温级循环冷凝器出口的制冷剂温度明显降低，因此低温制热运行时具有较高的制热量和COP，以及较低的排气温度。与准二级或双级压缩热泵系统相比，由于增加了冷凝蒸发器换热环节所以会导致不可逆损失的增加，制热量和COP相对较低，排气温度相对较高。